Расчет топливного насоса газотурбинного двигателя

gergert.cdw

14.ГЕРГЕР.263м.03.01
Нормальный исх. контур
Коэффициент смещения

zapiska.docx

МНСТЕРСТВО ОСВТИ НАУКИ УКРАНИ
Національний аерокосмічний університет ім. М.. Жуковського
«Харківський авіаційний інститут»
Кафедра конструкції авіаційних двигунів
Розрахунково-графічна робота
«Розрахунок паливного насосу (ОНД) ГТД»
з дисципліни «Перспективні конструкції Д та ЕУ»
ХА.203.263.10В.8.05110203.11002090
Виконав студент гр. 263м
Объем работы: страниц – 11 рисунков – 1.
Проведен проектировочный расчет основного топливного насоса (ОНД) газотурбинного двигателя.
Выбран тип насоса выполнен расчет основных размеров насоса рассчитаны нагрузки на опоры ведомого вала насоса. Разработана конструкция качающего узла.
НАСОС ШЕСТЕРЕННОГО ТИПА КАЧАЮЩИЙ УЗЕЛ УПЛОТНЯЮЩАЯ ВТУЛКА ПОДШИПНИК НАПОР ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ КАВИТАЦИЯ.
Исходные данные для расчета топ ливного насоса ..5
Выбор параметров насоса 7
Выбор подшипников. 9
Список использованной литературы .. 11
Основными агрегатами лимитирующими надежность и ресурс гидравлических систем являются насосы.
Насосы – агрегаты авиационных силовых установок. Они преобразуют механическую энергию двигателя в энергию перекачиваемой жидкости проявляющуюся в ее давлении скорости и высоте столба.
Требования предъявляемые к насосам гидравлических систем сводятся к обеспечению заданных давления и производительности при минимальном весе и габаритах обеспечению максимального КПД минимальной трудоемкости изготовления простоты обслуживания надежности работы во всех эксплуатационных условиях большого ресурса.
Больше всего этим требованиям удовлетворяют шестеренные насосы имеющие бесспорные преимущества по сравнению с другими видами насосов:
- простота конструкции;
- небольшое количество вращающихся и трущихся деталей;
- малые габаритные размерами;
- возможностью увеличения в одном агрегате количества секций и ступеней;
- надежность в работе;
- относительная дешевизна;
К недостаткам шестеренных насосов можно отнести:
- постепенное увеличение зазоров в процессе эксплуатации вследствие износа деталей качающего узла и уменьшение производительности насоса;
- невозможность регулирования производительности без изменения частоты вращения вала ведущей шестерни;
На летательных аппаратах шестеренные насосы применяются в гидравлических системах управления самолетом и в качестве масляных и топливных насосов двигателя.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ТОПЛИВНОГО НАСОСА ДЛЯ ТРДД АИ-25
ρт=775 кгм3 – плотность топлива;
Nэ = 147 кН – реактивная тяга;
Суд = 00581 кгН·ч – удельный расход топлива.
Определяем потребную производительность основного топливного насоса (ОНД) для ТВД:
QП=СЭNЭ3600ρТ=00581147003600775=000031 м3с
где: Nэ – реактивная тяга кВт
Cэ – удельный расход топлива кгкВт·ч
ρт – плотность топлива кгм3.
Определяем производительность насоса с учетом необходимого запаса:
где: К1=13 2 2 – коэффициент запаса по расходу.
QН=00003116=00004800005 м3с
Задаем характерные для шестеренных насосов значения объемного и механического КПД:
Определяем КПД насоса:
Определяем давление насыщенных паров топлива pt в зависимости от его температуры на входе в насос tвх и сорта керосина:
pt=129Т221413=129363221413=10015133=13320 Па.
Назначаем давление на входе в насос из условия
pвх>pt+pKmin=1332+200=2133 кПа
где: pKmin=015 03 Мпа 200000 Па – минимальный кавитационный запас.
По давлению нагнетания PH заданного двигателя-прототипа и производительность определяем мощность привода насоса:
где перепад давлений на насосе:
pH=pH-pвх=7000-2133=67867 кПа
Ориентировочное значение
N=678700005098=3458346 кВт
По известной требуемой производительности насоса Qн и объемному КПД насоса определяем теоретическую производительность необходимую для определения конструктивных параметров:
Qид=QНоб=0000508=000063 м3с.
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ НАСОСА
В качестве основной зависимости связывающей производительность с конструктивными параметрами насоса используем следующую формулу:
где: n – частота вращения шестерен;
DН – диаметр начальной окружности
m – модуль зацепления;
b – ширина шестерни.
Приведенная формула является приближенной так как оббьем впадин в действительности больше объема зубьев шестерен. С учетом этой разницы для расчетов рекомендуется зависимость:
где: K – поправочный коэффициент зависящий от числа зубьев угла
зацепления и способа образования зуба. В приближенных расчетах
можно использовать значение K=115;
z – количество зубьев;
Для обеспечения требуемой производительности в первую очередь необходимо определить значение модуля m числа зубьев ведущей шестерни z ширины шестерен b и частоты вращения ведущей шестерни насоса n.
Выбор основных параметров шестеренного насоса:
Задаем значение коэффициента пропорциональности c предел которого обычно не превышает десяти модулей; предел этот определяется технологическими соображениями. Как правило с = 4 10. Принимаем с = 7.
Задаем число зубьев шестерен в пределах z = 7 16. Принимаем z = 14.
Задаемся допустимой для проектируемого насоса окружной скоростью UH на начальной окружности шестерен; для насосов работающих без подпора на входе величина UH не превышает 6 10 мс при наличии подпора в зависимости от его величины UH – до 20 мс. Принимаем UH = 10 мс.
Находим дробное значение необходимого модуля шестерен проектируемого насоса в зависимости от исходных данных:
m=Qид2KcuН=000063211568=00024 м
Ширину шестерни можно выразить формулой:
Dн=mz=2514=35 мм=0035 м;
n=uНDн=83140035=727обс=4361обмин;
b=300000633141150035000254361=00137 м 137 мм.
Проверяем выполнение условия:
Условие выполняется.
Определяем наружный диаметр колеса шестерни
Dг=mz+2m=2514+22=39 мм;
Dвп=mz-25m=2514-252=30 мм.
Определяем силы действующие на опоры.
Pб=08678106001370035=2600 Н.
M=30Nn=3026004361=596 Нм
PМ=5960035cos20=18319 Н.
Суммарная сила для ведомой шестерни равна
PΣ=Pб+PМ=2080+18319=226319 Н.
Рисунок 1 – Схема приложения сил
Расчетная динамическая грузоподъемность:
где: p – показатель степени для роликоподшипников p = 103.
L=60nвLh106=6043611120106=293 млн.об.
где Lh – ресурс подшипника час.
Cр=29311032263=2734 Н
Выбираем из справочника-каталога подшипников качения стандартный роликовый подшипник 42204 ГОСТ 8328-75.
Основные параметры подшипника:
B=11 мм – ширина обойм;
d=15 мм – диаметр внутренней обоймы;
D=35 мм – диаметр наружной обоймы;
r0=1 мм – радиус скругления;
Сp ст =8970 Н – динамическая грузоподъемность.
Сp ст=8970 Н > Сp=2734 Н – условие выполняется.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ГОСТ 8328-75. Подшипники роликовые. Радиальные с короткими цилиндрическими роликами.
Проектирование шестеренного насоса С.В. Безуглый А.И. Скрипка. – Метод. указания к выполн. расчетно-графических и курсовых работ. – Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т» 2010. – 9 с.
Проектирование подшипников и валов В.И. Назин. – Учеб.пособие. – Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т» 2004. – 220 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 1. – М.: Машиностроение 1980. – 728 с.